机械设计减速器齿轮箱设计基础手册.doc

机械设计课程设计
二级直齿圆柱齿轮减速器

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目录

一、传动方案拟定 ···················3
二、电动机选取 ····················5
2.1 电动机类型和构造形式选取 ············5
2.2 拟定电动机功率·· ·················5
2.3 拟定电动机型号 滚筒工作转速·············5
三、计算总传动比及分派各级传动比············5
3.1 计算总传动比·· ··················5
3.2 分派各级传动比·· ·················6
四、运动参数及动力参数及传动零件设计计算········6
4.1、计算各轴转速····················6
4.2、计算各轴功率···················6
4.3、计算各轴扭矩···················6
五、带设计计算 ····················7
5.1、拟定计算功率Pca·· ················7
5.2、选取V带带型·· ·················7
5.3、拟定带轮基准直径dd=及验算带速v ·······7
5.4、依照V带中心距和基准长度Ld············7
5.5、验算小带轮上包角·················7
5.6、计算带根数 ··················7
5.7、计算单根V带初拉力最小值 ··········8
5.8、计算压轴力 ··················8
5.9、带轮构造设计··················8
六、齿轮设计计算 ··················9
第一对齿轮：
6.1、选定齿轮类型、精度级别、材料及齿数·· ······9
6.2、按齿面接触强度设计················10
6.3、计算有关数值···················10
6.4、按齿根弯曲强度设计················11
6.5、设计计算·····················12
6.6、齿轮构造设计···················13
第二对齿轮
6.7、选定齿轮类型、精度级别、材料及齿数········14
6.8、按齿面接触疲劳强度设计··············14
6.9、拟定公式数值···················14
6.10 计算有关数值···················15
6.11 按齿根弯曲强度设计················16
6.12 设计计算·····················16
6.13 齿轮构造设计···················18
七、轴设计及强度校核··············`··18
7.1、轴选材·····················18
7.2、各轴最小直径估算·················18
7.3、装配工作底图设计················19
7.4、高速轴构造设计及强度校核·············19
7.5、中速轴构造设计及强度校核·············23
7.6、低速轴构造设计及强度校核·············26
7.7、轴承润滑方式拟定 ················30
八、键联接选取及校核计算·················30
8.1、高速轴（A型键）···················30
8.2、中速轴（A型键）···················30
8.3、低速轴（A型键）···················31
九、设计小结 · ················``····· 32
十、参照资料 ························32

计算及阐明
重要成果
一．传动方案拟定
传动装置选用V带传动和闭式二级圆柱齿轮传动系统，具备构造简朴、制导致本低特点。V带传动布置于高速级，能发挥它传动平稳、缓冲吸振和过载保护长处。但本方案构造尺寸较大，带寿命短，并且不适当在恶劣环境中工作。因而，在对尺寸规定不高、环境条件容许状况下，可以采用本方案。
二．电动机选取
2.1 电动机类型和构造形式选取
按照已知动力源和工作条件选用Y系列三相异步电动机。
2.2 拟定电动机功率
1）传动装置总效率
查表得： =0.97（传动滚筒），=0.97（V带）， =0.99， =0.98， =0.99。
0.97×0.97×0.994×0.982×0.99=0.859

2）工作机所需电动机功率 由公式得：
Pd===3.725kw
2.3 拟定电动机型号 滚筒工作转速
nw===87.36r/min
按推荐传动比惯用范畴，取V带传动比 = 2~4，二级圆柱齿轮传动比=3~5，则总传动比范畴为 = ×=6~20。因而，电动机转速可选范畴为

符合这一范畴电动机同步转速有1000r/min和1500r/min。
由于电动机转速越高，价格越低，而传动装置轮廓尺寸越大，综合考虑电动机价格和和传动装置尺寸及环境条件，先选取1500r/min。即电动机型号为Y112M-4。其满载转速nm=1440r/min,额定功率Ped=3kw。
附表1 电动机数据及总传动比
电动机型号
额定功率
满载转速
额定转速
额定最大转速
Y112M-4
4kw
1440r/min
2.2
2.3

三．传动装置总传动比计算及各级传动比分派
3.1 计算总传动比
i总===16.48
3.2 分派各级传动比
查表得，带传动比取为i带=2，则圆柱齿轮传动比
i齿===8.24
i f =(1.2~1.3)i,
∴i 1=3.21 ，i 2=2.567
四．传动装置运动及动力参数计算
4.1 计算各轴转速
n0=nm=1440r/min
n1===720r/min
n2===224.30r/min
n3==87.378r/min
n4==n3=87.378r/min
4.2 计算各轴功率
P0=Pd=3.725kw
P1=P0 × ή带=3.725 × 0.97=3.576kw
P2=P1× ή轴承 × ή齿轮=3.576×0.99×0.98=3.470kw
P3=P2 × ή轴承 × ή齿轮=3.470×0.98×0.99=3.367kw
P4=P3 × ή轴承 × ή联轴器=3.30kw
4.3 计算各轴转矩
T0===24.70N·m
T1===47.432N·m
T2===147.742N·m
T3===368.04N·m
传动比
效率
2
0.96（带）
3.21
0.98×0.99
2.567
0.98×0.99
1
0.99×0.99
T4===360.72N·m 附表2 各轴运动及动力参数
轴
功率
转速
转矩
0
3.725
1440r/miin
24.70N·m
1
3.576
720r/min
47.432 N·m
2
3.470
224.30r/min
147.742 N·m
3
3.367
87.378r/min
368.00 N·m
4
3.30
87.378r/min
360.67 N·m

五．减速器外传动零件设计——带传动设计计算
5.1 拟定计算功率Pca
由载荷变动较小、每天单班制工作，查表取带传动工作状况系数KA=1.0，则
Pca=KA×Pd=1.0×3.725=3.725kw。

5.2 选取V带带型
依照求得Pca=3.725kw以及n0=1440r/min，查图得选用A型V带。

5.3 拟定带轮基准直径dd=及验算带速v
1）初选小带轮基准直径dd1
取小带轮基准直径dd1=90mm。

2）验算带速v
V===6.7824m/s
∵5m/s<vd<30m/s，故带速适当。
3）计算大带轮基准直径dd2
dd2=i带×dd1=2×90=180mm
5.4 依照V带中心距和基准长度Ld
1） 依照0.7（dd1+dd2）< a0 <2（dd1+dd2），得189<a0<540。初定中心距a0=300mm。
2） 计算所需基准长度Ld
Ld0≈2a0+(dd1+dd2)+=2×300+(90+180)+=1030.65mm。
查表可选带基准长度Ld=1000mm。修正系数KL=0.89
3）按计算式计算实际中心距

中心距变化范畴为
5.5 验算小带轮上包角

小带轮包角适当。
5.6 计算带根数
1）计算单根V带额定功率
由查表可得
依照和A型带，查表可得、、。
故
2）计算V带根数Z

故取V带根数为4根。
5.7 计算单根V带初拉力最小值
查表可得A型带单位长度质量

应使带实际初拉力。
5.8 计算压轴力
压轴力最小值为

附表3 V带传动重要参数
名称
成果
名称
成果
名称
成果
带型
A型
传动比
i带=2
根数
Z=4
基准直径
dd1=90mm
基准长度
Ld=1000mm
预紧力
F0（min）=115.85N
dd2=180mm
中心距
a=284.675
压轴力
Fp（min）=915.24N

5.9 带轮构造设计
带轮材料采用HT150。查得：bd=11.0mm，hamin=2.75mm，hfmin=
8.7mm，e=15mm±0.3mm，fmin=9mm，现取ha=3mm，f=10mm，hf=9mm。
1）小带轮构造设计
小带轮采用实心式。由电动机输出端直径d=28mm，查得：
d11=(1.8~2)d=(1.8~2)×28=50.4~56mm，取52mm。
da1=dd1+2ha=90+2×3=96mm。
B1=（z-1）e+2f=(3-1)×15+2×10=50mm。
由于B1=50mm>1.5d=42mm，因此：
L1=（1.5~2）d=（1.5~2）× 28=42~56mm。
又∵电动机输出长度为60mm，取L1=62mm。
2）大带轮构造设计
大带轮采用腹板式。大带轮毂直径由后续高速轴设计而定，取d=25mm。同理：
d12=(1.8~2)d=(1.8~2)×25=45~50mm，取48mm。
da2=dd2+2ha=180+2×3=186mm。
B2=B1=50mm。
由于B2=50mm>1.5d=37.5mm
∴L2=（1.5~2）d=（1.5~2）× 25=37.5~50mm，取L2=50mm。
S=()B2=()×50=7.143~12.5mm，取S=12mm。由表取=10mm。

六．减速器内传动零件设计——齿轮传动设计设计计算
第一对齿轮
6.1 选定齿轮类型、精度级别、材料及齿数
1）按传动方案选用直齿圆柱齿轮传动。
2）运送机为普通工作机器，速度规定不高，故选用7级精度。
3）材料选取。查表可选取小齿轮材料为45钢 (调质)，硬度为250HBW；大齿轮材料为45钢(正火)，硬度为200HBW，两者材料硬度差为50HBW。
4）选小齿轮齿数，大齿轮齿数，取。
5）齿数比u===3.190。
6.2 按齿面接触强度设计
按计算式试算即：

1）试选Kr=1.3，由图得：
2) 小齿轮传递转矩 T1=T1=47.432N·m=4.743×104N·mm
3）查表选用齿宽系数∅d=1
4）查表可得材料弹性影响系数
5）查取齿面硬度
小齿轮接触疲劳强度极限
大齿轮接触疲劳强度极限
6）应力循环次数

7) 查图可选用接触疲劳寿命系数，。
8）计算接触疲劳许用应力，取失效概率为1%
安全系数为1，得许用应力为：

6.3 计算有关数值
1）试算d1t(小齿轮分度圆直径)，代入

2）计算圆周速度

3） 计算齿宽b

4) 计算齿宽与齿高之比
模数 mt===3.11mm
齿高 h=2.25mt=2.25×3.11=6.998mm
∴==9.344
5) 计算载荷系数
a.依照v=2.464m/s、齿轮7级精度，查得动载系数 Kv=1.085
b.查表得直齿轮传动齿间载荷分派系数KHa=KFa=1
c.查表得齿轮传动使用系数KA=1.0
d.齿轮7级精度、小齿轮相对支承对称

e.由=9.344、查得弯曲疲劳强度计算齿向载荷分派系数。
∴载荷系数：
6）按实际载荷系数校正所得分度圆直径

7)计算模数

6.4 按齿根弯曲强度设计

1） 拟定公式内各计算数值。
a. 小齿轮弯曲疲劳强度极限，
大齿轮弯曲疲劳强度极限。
b. 查图可取弯曲疲劳寿命系数，。
c. 计算弯曲疲劳许用应力，取弯曲疲劳安全系数S=1.4，得：

d. 计算载荷系数

e. 查取齿形系数，查得齿形系数 YFa1=2.76，YFa2=2.268
f. 查取应力校正系数。同表，YSa1=1.56，YSa2=1.744
g. 计算大、小齿轮

6.5 设计计算
1）
2）对比计算成果，由齿面接触疲劳强度计算法面模数不不大于由齿根弯曲疲劳强度计算法面模数，且齿轮模数重要取决于弯曲强度所决定承载能力。故取，已可满足弯曲强度，但为了同步满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得分度圆直径来计算应有齿数，于是有：

3）计算中心距

4）几何尺寸计算
a.
圆整后取，。
b. 计算齿顶圆直径

C. 计算齿全高h

d. 计算齿厚S

e. 齿顶高ha

f. 齿根高hf

g. 齿根圆直径

6.6 齿轮构造设计
小齿轮1由于直径较小，因此采用齿轮轴构造。
#第二对齿轮
6.7 选定齿轮类型、精度级别、材料及齿数
1）按传动方案选直齿圆柱齿轮传动。
2）运送机为普通工作机器，速度规定不高，故选用7级精度。
3）材料选取。查表可选取
小齿轮材料45钢（调质），硬度240HBW。
大齿轮材料45钢（正火），硬度200HBW。
两者硬度相差40HBW。
4）选小齿轮齿数Z1=29，大齿轮，取。
5）齿数比u===2.586。
6.8 按齿面接触疲劳强度设计
1）由式试算小齿轮分度圆直径

6.9 拟定公式数值
1）试选Kt=1.3，由图得：
2) 小齿轮传递转矩 T2=T2=147.742N·m=1.477×105N·mm
3）查表选用齿宽系数∅d=1
4）查表可得材料弹性影响系数
5）查取齿面硬度
小齿轮接触疲劳强度极限
大齿轮接触疲劳强度极限
6）应力循环次数

7) 查图可选用接触疲劳寿命系数，。
8）计算接触疲劳许用应力，取失效概率为1%
安全系数为S=1，得许用应力为：

6.10 计算有关数值
1）试算d1t(小齿轮分度圆直径)，代入

2）计算圆周速度v

4） 计算齿宽b

4) 计算齿宽与齿高之比
模数 mt===3.353
齿高 h=2.25mt=2.25×3.353=7.544mm
∴==12.888
5) 计算载荷系数
a.依照v=1.141m/s、齿轮7级精度，查得动载系数 Kv=1.07
b.查表得直齿轮传动齿间载荷分派系数KHa=KFa=1
c.查表得齿轮传动使用系数KA=1.0
d.齿轮7级精度、小齿轮相对支承对称

e.由=12.888、查得弯曲疲劳强度计算齿向载荷分派系数。
∴载荷系数：
6）按实际载荷系数校正所得分度圆直径

7)计算模数

6.11 按齿根弯曲强度设计

2） 拟定公式内各计算数值。
a. 小齿轮弯曲疲劳强度极限，
大齿轮弯曲疲劳强度极限。
b. 查图可取弯曲疲劳寿命系数，。
c. 计算弯曲疲劳许用应力，取弯曲疲劳安全系数S=1.4，得：

d. 计算载荷系数

e. 查取齿形系数，查得齿形系数 YFa1=2.53，YFa2=2.23
f. 查取应力校正系数。同表，YSa1=1.62，YSa2=1.76
g. 计算大、小齿轮

6.12 设计计算
1）
2）对比计算成果，由齿面接触疲劳强度计算法面模数不不大于由齿根弯曲疲劳强度计算法面模数，且齿轮模数重要取决于弯曲强度所决定承载能力。故取，已可满足弯曲强度，但为了同步满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得分度圆直径来计算应有齿数，于是有：

3） 计算分度圆直径

4）计算中心距
传动比误差计算

5）几何尺寸计算
a.
取，。
b. 计算齿顶圆直径

C. 计算齿全高h

d. 计算齿厚S

e. 齿顶高ha

f. 齿根高hf

g. 齿根圆直径

6.13 齿轮构造设计
小齿轮3采用实心式构造。
大齿轮4采用腹板式构造。
七．轴设计及强度校核
7.1 轴选材
因传递功率不大，并无其她特殊规定，初选轴材料为45钢，调质解决，查得轴材料硬度为217~225HBW。
抗拉强度极限σB=640MPa，屈服强度极限σS=355MPa，弯曲疲劳极限
σ-1=275MPa，剪切疲劳极限τ-1=155MPa，许用弯曲应力[σ-1]=60MPa。
7.2 各轴最小直径估算
1）高速轴最小直径、输入端与大带轮相连接，取A0=126
∴
考虑到高速轴最小直径处安装大带轮，该轴截面应设立一种键槽，故将此轴径增大5%~7%，则，查表取原则尺寸。
2）中速轴最小直径，安装两个键槽，强度也应较大，取A0=125
∴
考虑到中速轴安装两个键槽，按原则尺寸取。
3）低速轴最小直径，安装键槽和联轴器，强度和扭矩应较大，则低速轴最小直径为：A0=126
∴
考虑到低速轴安装联轴器，该轴端截面设有键槽，同理参照联轴器、轴承、原则尺寸，选。
7.3 装配工作底图设计
依照轴上零件构造、定位、装配关系、轴向宽度、零件间相对位置及轴承润滑方式等规定，设计二级圆柱齿轮减速器装配工作底图。
其中：
箱底壁厚δ=0.025a+3≥8，取δ=10mm;
箱盖壁厚δ1=0.02a+3≥8，取δ1=10mm;
由△2＞δ，取△2=14mm;
△1>1.2δ，取△1=12.5mm；
故箱体内宽W=B1+B2+3△2=75+108+3×14=225mm
想体内长L=d1+++d4+2ha×+2△1=522.75，取L=525mm。

7.4 高速轴构造设计及强度校核
1）轴上零件位置与固定方式拟定：
高速轴采用齿轮轴，齿轮某些安装在轴一端，轴承对称布置。轴端采用两端固定方式。现轴承采用脂润滑，可以通过封油环定位。

2）各轴段直径和长度拟定
a. 各轴段直径拟定。
d11 ：最小直径，安装大带轮外伸段处，d11= d1min=25mm。
d12 ：密封处轴段，依照大带轮轴向定位规定以及定位轴肩高度h=(0.07~0.1)d11,考虑密封圈原则，故取d12=30mm.
该处轴圆周速度为：V===1.1304m/s < 4m/s
故可选用毡圈油封，由表内容，选用毡圈30JB/ZQ4606-1997
d13 ：滚动轴承处轴段，考虑轴承拆装以便，因而使d13 > d12，现取d13=35mm。考虑到轴承重要承受径向力，选用深沟球轴承。查表选用0基本游隙组、原则精度级别深沟球轴承6207。基本尺寸为d×D×B=35mm×72mm×17mm.其安装尺寸为da=42mm。
d14 ：过度轴段，取 d14=45mm
d齿：齿轮处轴段，由于小齿轮构造较小，采用齿轮轴构造。d齿=da1=72mm
d15 ：滚动轴承处轴段，应与右支承相似，d15= d13=35mm。

b. 各轴段长度拟定
L11 ：应比大带轮轮毂长度短2~3mm，故取L11=48mm。
L12 ：L12= L2+ k1=75mm。
L13 ：L13= B+ △4+2+17+14+2=33mm。
L14 ：考虑到该小齿轮和另一组小齿轮在空间上也许会互相交涉关系，则L14=B1+B3+△2×2=75+108+2×14=211mm。
L15 ：L15= L13=33mm.
∴高速轴总长L1= L11+L12+L13+L14+L15=400mm。
c. 按弯扭合成应力校验轴强度。
①小齿轮所受圆周力Ft1===1395.059N
小齿轮所受径向力Fr1=Ft1×tanα=507.76N
②∴高速轴两轴间跨距由上设计可得：
LA1BA=260mm，LB1D1=107.5mm，LC1D1=277.5mm，LA1D1=367.5mm。
③两支点支反力：RA1H=RB1H===697.53N
④由 解得：。
⑤由，解得：。
⑥A1点和B1点总支反力：

⑦求C1处水平弯矩

⑧求C1处垂直弯矩

⑨求B1处垂直弯矩

⑩求C1处合成弯矩

⑪ 求B1处合成弯矩

高速轴所受转矩

由图可知，B1轴段所受弯矩较大，但轴颈较小，因此B1为危险截面，又∵是双向回转轴，因此转矩切应力可以视为脉动循环变应力，取折合系数α=0.6，危险截面B1当量弯矩

由于45钢调质，因此查表得其许用弯曲应力为[σ-1]=60MPa>σca，故安全。

d. 滚动轴承校验
1）查表得：深沟球轴承6207基本额定动载荷Cr=25.5kN,基本额定静载荷CO=15.2KN。现预测寿命

2）查表得，当减速器收到轻微冲击，取滚动轴承载荷系数fp=1.2，由于=0，因此查得深沟球轴承最小e值为0.22，因此≤e。则径向动载荷系数X1=X2=1，轴向动载荷Y1=Y2=0。
∴

又∵P1<P2，故只验算P2。
轴承在100℃如下工作，查表得温度系数ft=1，
∴
。
∴轴承寿命合格。
7.5 中速轴构造设计及强度校核
1）轴上零件位置与固定方式拟定：
中速轴上安装两个齿轮，轴承对称布置。轴端采用两端固定方式。现轴承采用脂润滑，可以通过封油环定位。

2）各轴段直径和长度拟定
a. 各轴段直径拟定。
d21 ：最小直径，滚动轴承处轴段，安装大带轮外伸段处，d21= d2min=25mm。
d22 ：安装第二个小齿轮（z3），由于需要安装键槽，考虑到此处轴段受扭矩、受弯矩较大，
∴ d22=40×1.07=42.8mm，选d22=45mm。
d23 ：轴环处，用于轴上零件轴向定位，
∴ d23= d22+2×(0.07~0.1)d21=51.3~54mm。取原则值53mm。
d24 ：安装第二个大齿轮（Z2）,∵安装需要键槽，考虑到此处轴段强度也应较大。取 d24=44mm。
d25 ：滚动轴承处轴段，应与右支承相似，d25= d21=40mm。

b. 各轴段长度拟定
L21 ：由箱体构造位置设计，取L21=48mm
L22 ：安装齿轮处，应比轮毂小某些（L22<108），故取L22=105mm。
L23 ：轴环宽度，由b≥1.4h=1.4×(d23-d22)/2，得b≥5.6mm，再由于轴上零件布置位置关系，故取b=10mm。
L24 ：安装第一种大齿轮位置，L24<B2=68mm。
∴取L24=65mm。
L25 ：L25= L21=48 mm.
∴高速轴总长L2= L21+L22+L23+L24+L25=277mm。
c. 按弯扭合成应力校验轴强度。
①大齿轮所受圆周力Ft2===1355.431N
大齿轮所受径向力Fr2=Ft2×tanα=493.34N
②∴中速轴两轴间跨距由上设计可得：
LA2B2=182.5mm，LB2D2=76.5mm，LC2D2=202.5mm，LA2D2=259mm。
l1=259-202.5=56.5，l2=182.5-56.5=126。
③ 两支点支反力：RA2H=RB2H==677.7155N。
④ 小齿轮所受圆周力Ft3===7180.488N
⑤ 小齿轮所受径向力Fr3=Ft3×tanα=2613.484N
由 ，得：

总支反力：

脉动循环变应力，取折合系数α=0.6
如图B2处受弯矩和扭矩较大，为危险截面。
校核B2处所受最大弯矩：
∴

∴ 该轴设计安全。

d. 滚动轴承校验
1）考虑到该轴受弯扭矩较大，查表选用：深沟球轴承6408，基本额定动载荷Cr=65.5KN，基本额定静载荷为CO=37.5kN。现预测寿命19200h。

2）查表得，当减速器收到轻微冲击，取滚动轴承载荷系数fp=1.2，由于=0，因此查得深沟球轴承最小e值为0.22，因此≤e。则径向动载荷系数X1=X2=1，轴向动载荷Y1=Y2=0。
∴

又∵P1<P2，故只验算P2。
轴承在100℃如下工作，查表得温度系数ft=1，
∴
。
∴轴承寿命验算合格。

7.6 低速轴构造设计及强度校核
1）轴上零件位置与固定方式拟定：
低速轴由于载荷较平稳，速度不高，无特殊规定，轴承对称布置。选用弹性套柱销联轴器。查表得KA=1.5。
Tca=KAT3=1.5×368N·m=552N·m
查表得选用LT9型，公称转矩Tn=1000N·m，故Tca<Tn。采用Y型轴孔，A型键，轴孔直径d=d3min=50，轴孔长度L=112mm，取弹性套柱销装配距离K2=55mm。
2）轴上零件位置与固定方式拟定。
低速轴上安装第二组大齿轮，轴外伸端处安装联轴器，联轴器靠轴肩轴向固定。齿轮靠轴环和套筒实现轴向固定。

3）各轴段直径和长度拟定
a. 各轴段直径拟定
d31 ：最小直径，d31=d3min=50mm。
d32 ：密封处轴段，查表依照联轴器取h=(0.07~0.1)d31=(0.07~0.1)×50=3.5~5mm
依照R20，取d32=56mm。
d33 ：滚动轴承段，∵d33>d32，取d33=60mm。
d34 ：轴肩段，d34=[1+(0.07~0.1)]d33=65mm。
d35 ：轴环处，d35=[1+(0.07~0.1)]d34=70mm。
d36 ：安装大带轮Z4处，取d36=d34=65mm。
d37 ：滚动轴承段，对称布置，d37=d33=60mm。
b.各轴段长度拟定
L31 ：联轴器安装位置，应比联轴器短2~3mm，取110mm。
L32 ：L2+△t+e+K2-B-△4=60+2+12+55-31-14=84mm。
L33 ：轴环宽度，b≥1.4h=5.6mm，再依照轴承宽度，取L33=31mm。
L34 ：过度轴颈，L34=211-L36-L35，取L34=96mm。
L35 ：轴环宽度，b≥1.4h=7mm，取b=10mm，∴L35=15mm
L36 ：该段相应另一种齿轮，其齿宽B为102.5mm，取L36=100mm。
L37 ：固定段，L37>B，取L37=45mm。
∴L3= L31+L32+L33+L34+L35+L36+L37=481mm。

4）按弯扭和合成应力校验轴强度
①大齿轮所受圆周力Ft3===2751.402N
大齿轮所受径向力Fr3=Ft3×tanα=1001.428N
②∴高速轴两轴间跨距由上设计可得：
LA3B3=256mm，LB3A3=154.5mm，LA3C3=171.5mm，LA3D3=154.5mm。
③两支点支反力：RA3H=RB3H==1375.7N
RA3V=RB3V==500.714N
④A3点和B3点总支反力：

⑤求C1处水平弯矩

⑥求C3处垂直弯矩

⑦求C3处合成弯矩

由图可知，C3处轴段所受弯矩较大，但轴颈较小，因此B1为危险截面，又∵是双向回转轴，因此转矩切应力可以视为脉动循环变应力，取折合系数α=0.6，危险截面B1当量弯矩

由于45钢调质，因此查表得其许用弯曲应力为[σ-1]=60MPa>σca，故安全。

d. 滚动轴承校验
1）查表得：深沟球轴承6312基本额定动载荷Cr=81.8KN
基本额定静载荷CO=51.8KN。
现预测寿命

2）查表得，当减速器收到轻微冲击，取滚动轴承载荷系数fp=1.2，由于=0，因此查得深沟球轴承最小e值为0.22，因此≤e。则径向动载荷系数X1=X2=1，轴向动载荷Y1=Y2=0。
∴
轴承在100℃如下工作，查表得温度系数ft=1，
∴
。
∴轴承寿命合格。

7.7 轴承润滑方式拟定
齿轮圆周速度：
VⅠ ===2.562m/s > 2m/s； 封油润滑
VⅡ===2.559m/s > 2m/s； 封油润滑
VⅢ===1.223m/s < 2m/s； 脂润滑

八．键联接选取及校核计算
8.1 高速轴（A型键）
1）外伸端处。d11=25mm，长48mm，查表选用键8×40GB/T 1096-，b=8mm，h=7mm，L=40mm。选取材料为45钢，查表得：当键静连接时，许用应力[σp]=100~120MPa，取[σp]=110MPa。
∴工作长度l=L-b=40-8=32mm，键与轮毂键槽接触高度k=0.5h=0.5×7=3.5mm
2）校核键链接强度

故键强度足够，选取 8×40GB/T 1096- 适当。

8.2 中速轴（A型键）
（1）Z2齿轮处。d=44mm，长65mm，查表选用键12×56GB/T 1096-，b=12mm，h=8mm，L=56mm。选取材料为45钢，查表得：当键静连接时，许用应力[σp]=100~120MPa，取[σp]=110MPa。
∴工作长度l=L-b=56-12=44mm，键与轮毂键槽接触高度k=0.5h=0.5×8=4mm
2）校核键链接强度

故键强度足够，选取 12×56GB/T 1096- 适当。

（2）Z3齿轮处。d=45mm，长105mm，查表选用键14×100GB/T 1096-，b=14mm，h=9mm，L=100mm。选取材料为45钢，查表得：当键静连接时，许用应力[σp]=100~120MPa，取[σp]=110MPa。
∴工作长度l=L-b=100-14=86mm，键与轮毂键槽接触高度k=0.5h=0.5×9=4.5mm
2）校核键链接强度

故键强度足够，选取 14×100GB/T 1096- 适当。

8.3 低速轴（A型键）
（1）外伸端处。d=50mm，长110mm，查表选用键14×100GB/T 1096-，b=14mm，h=9mm，L=100mm。选取材料为45钢，查表得：当键静连接时，许用应力[σp]=100~120MPa，取[σp]=110MPa。
∴工作长度l=L-b=100-14=86mm，键与轮毂键槽接触高度k=0.5h=0.5×9=4.5mm
2）校核键链接强度

故键强度足够，选取 14×100GB/T 1096- 适当。

（2）Z4齿轮处。d=65mm，长100mm，查表选用键18×90GB/T 1096-，b=18mm，h=11mm，L=90mm。选取材料为45钢，查表得：当键静连接时，许用应力[σp]=100~120MPa，取[σp]=110MPa。
∴工作长度l=L-b=90-18=72mm，键与轮毂键槽接触高度k=0.5h=0.5×11=5.5mm
2）校核键链接强度

故键强度足够，选取 18×90GB/T 1096- 适当。

九．设计小结
机械设计是咱们专业必要要经历一种重要环节，通过了2周加暑假若干时间机械设计过程使我从各个方面都受到了关于机械设计训练，对机械关于各个零部件有机结合在一起得到了深刻结识。
由于在设计方面咱们没有充分经验，理论知识学也不是特别牢固，在设计中难免会浮现这样那样繁琐问题，如：在选取计算原则件是也许会浮现误差，如果是联系紧密或者循序渐进计算误差会更大；在查表和计算上精度不够精确；在设计计算过程中不知不觉也许已经浮现了错误，等回过神来，才发现之前设计心血都白费了……
本次设计训练，培养了我综合应用机械设计课程及其她课程理论知识和应用生产实际知识解决工程实际问题能力，在设计过程中还培养出了咱们团队精神，人们共同解决了许各种人无法解决问题，在这些过程中咱们深刻地结识到了自己在知识理解和接受应用方面局限性，在此后学习过程中我会更加认真努力！
十．参照资料
【1】傅燕鸣主编，机械设计课程设计手册。上海：上海科学技术出版社，。
【2】濮良贵，纪明刚主编，机械设计 8版。北京：高等教诲出版社，。
【3】吴宗泽,罗胜国. 机械设计课程设计手册. 北京：高等教诲出版社，。
【4】王伯平.互换性与测量技术基本(第2版). 北京：机械工业出版社，。

Pd=3.725kw

nw=87.36r/min

i总=16.48

i 1=3.21 ，i 2=2.567

n0=1440r/min
n1=720r/min

n2=224.30r/min

n3=87.378r/min

n4=87.378r/min

P0=3.725kw
P1=3.576kw
P2=3.470kw
P3=3.367kw
P4=3.30kw

T0=24.70N·m

T1=47.432N·m

T2=147.742N·m

T3=368.04N·m

T4=360.72N·m

KA=1.0
Pca=3.725kw

A型V带

V=6.7824m/s

a0=300mm

Ld0=1030.65mm
KL=0.89

小带轮包角适当

V带根数为4